Пример № 3

^{Задание}

Определить основные размеры вала. По данным примера 1 момент на ведомом валу редуктора М₂ = 455,4 Н∙м.

Решение

_{Определяем диаметр выходного конца ведомого вала}

d B2= 3	M2	= 3	455,2	=0,035м=35мм
	0,2[τ]		0,2∙50·106

Диаметр вала подшипника принимаем d_n2 = 40 мм, под зубчатое колесо d_k2 = 45 мм.

Эскизнаякомпановка выполняется 1:1 с учетом размеров колеса и вала. По данным примера 2 ширина венца зубчатого колеса b₂=50 мм, диаметр колеса d₂= 156,74 мм.

1.Вычерчиваем контур колеса.

2.Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса, определяем по формуле

ℓ = 0,03аω + 1 мм = 0,03∙120 + 1 = 4,6 мм,

принимаем

ℓmin = 8 мм.

Если получается ℓ_min>8 мм, то надо принимать фактическое значение у=8...12 мм. Вычерчиваем вал и контуры предполагаемых подшипников, габаритные размеры которых принимаем из соответствующих таблиц. Для ведомых валов с малой окружной скоростью принимаем консистентную смазку и для предотвращения ее вытекания на валах устанавливаем мазеудерживающие кольца. Путем замера находим расстояние между серединамиподшипников качения. Принимаемрадиальные шариковые подшипники, диаметр вала d_n = 40 мм. Подшипник легкий серии 308 имеет следующие параметры:

d = 40 мм, D=90 мм, В = 23 мм при динамической грузоподъемности С=31,3 кН, С_о = 22,3 кН.

( см. таблицу 4)

Таблица 4

Примечание. Цифрой 2 обозначен подшипник, который восприни­мает осевую силу в зацеплении.

Соотношение сил	Результатирующая осевая нагрузка
Rб1> Rб2; Fa> 0	Ra1 = Rб1
Rб>Rб2; Fa>Rб2 - Rб1	Ra2 = Rб1 + Fa
Rб1< Rб2	Ra1 = Rб2 - Fa
Fa< Rб2 - Rб1	Ra2 = Rб = Rб2

Пример № 4

Задание

Подобрать подшипники качения для ведомого вала редуктора. Силы в зубчатом зацеплении: окружная F_t = 5810 Н, радиальная F_r = 2158 Н, осевая Р_a= 1046 Н, частота вращения вала

(см. пример I) ω₂ = 14 рад/с. Делительный диаметр колеса d₂= 156,74 мм. Диаметр вала в месте посадки подшипника 40 мм. Расстояние между серединами подшипников 98 мм.

Решение

Определяем реакции опор от сил, действующих в вертикальной плоскости:

∑МА=0; FrL/2+Fad2/2-RByL=0

∑MB=0; RAyL+Fad2/2-FrL/2=0

RBy=	2158·98/2+1046·156,74/2	=1911,5
	98

RAy=	2158·98/2-1046·156,74/2	=246,5 Н
	98

^{Реакция опор от силы Ft, действующей в горизонтальной плоскости:}

RAx=RB=	5810	=2905
	2

Суммарные реакции подшипников:

RA= r2Ay + R2Ax = 246,52 + 29052 = 2920H = 2,92кН

RB= R2By + R2Bx = l911,52 + 29052 = 3450H = 3,45 кН

Наиболее нагруженной является опораВ, поэтому по ней ведем дальнейший расчет. Вычисляем отношение осевой нагрузки F_a = 1,046 кН к статической грузоподъемности

C₀=22,3 кН для подшипника 308:

Fa/С0 = 1,046/22,3 = 0,045.

По табл. 16.1 с. 323 [4] для F_a/C₀ = 0,045 после интерполяции коэффициент осевогонагруженияℓ=0,21. Определяем отношение осевой нагрузки к радиальной

Fa/RB=1,046/3,45=0,31>ℓ,

принимаем

X=0,56, Y=2,1, Кб=1,30, Кт=1.

Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку подшипникаВ:

Рэ = (RBX + FaY)KтKб = (3,45∙0,56 + 1,046∙2,1)1,3=5,37 кН.

Долговечность подшипника

Lh=	1 06	С	=	106	·	31,33	=24,7·103 ч.
	572,4ω2	Pэ		572,4·14		5,37

Долговечность данного подшипника удовлетворяет ресурсу работы t = 250004.